Расчетные исследования ступени осевого компрессора в широком диапазоне частот вращения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчетные исследования ступени осевого компрессора в широком диапазоне частот вращения

К.С. Федечкин

Б.В. Кароник

В статье представлен пример расчета характеристики ступени осевого компрессора в широком диапазоне частот вращения с использование 3D-CFD модели течения. Результаты исследования показывают влияние напряженно-деформированного состояния лопатки ротора на характеристики ступени осевого компрессора. Выполнен дательный анализ изменения характера течения в ступени при дросселировании на проектной частоте вращения. Проведена оценка различных подходов к моделированию ротор-статор взаимодействия в ступени осевого компрессора. Результаты расчета показали удовлетворительную сходимость результатов расчета с экспериментальными данными в широком диапазоне частот вращения ротора.

Ключевые слова: ступень осевого компрессора, 3D-CFD модель течения, характеристика ступени, скачек уплотнения, отрыв потока.

Computational studies of an axial compressor stage in a wide range of rotational speeds.

K.S. Fedechkin

B.V. Karonik

The article presents an example of calculating the characteristics of an axial compressor stage in a wide range of rotational speeds using a 3D-CFD flow model. The research results show the influence of the stress-strain state of the rotor blade on the characteristics of the axial compressor stage. A detailed analysis of the change in the nature of the flow in the stage during throttling at the design speed has been carried out. The assessment of various approaches to modeling the rotor-stator interaction in the stage of an axial compressor is carried out. The calculation results showed satisfactory convergence of the calculation results with experimental data in a wide range of rotor rotation frequencies.

Keywords: stage of an axial compressor, 3D-CFD model of flow, stage characteristics, flow shock, flow stall.

Введение

В настоящее время использование в инженерной практике 3D-CFD моделей течения в лопаточных венцах турбомашин является необходимым условием для успешного создания новых образцов газотурбинных двигателей. Причем уровень детализации описания течения расчетными методиками реализованных в 3D-CFD моделей течения в турбомашинах постоянно улучшается, вместе с возрастающими возможностями вычислительной техники. Однако на протяжении всего периода развития расчетных методов всегда возникал вопрос о сходимости результатов расчета и эксперимента. Для этих целей существует набор тестовых задач с открытой информацией об объекте исследования, его геометрическим данным, условиям проведения эксперимента и результатов экспериментальных исследований. Наиболее известные тестовые задачи в области осевых компрессоров это Rotor-37 и Rotor-67 (NASA-USA) [1…3]. Данные представленные по этим компрессорам позволяют верифицировать расчетные методики на ограниченном числе режимов работы компрессора, что может являться достаточным исходным материалом для разработчика 3D-CFD модели течения в компрессоре. Но для инженерной практики, требующей рассматривать компрессор или ступень компрессора как часть большой газодинамической системы, важно знать и понимать, как работает объект в широком диапазоне режимов работы, в том числе и за пределами основных рабочих режимов. С этой целью в статье предлагается рассмотреть пример верификации 3D-CFD модели течения в ступени осевого компрессора M-1 в широком диапазоне частот вращения.

Объект исследования (осевая ступень М-1)

Экспериментальная ступень М-1 представляет собой типичную первую околозвуковую ступень осевого компрессора с осевым входом и выходом (рис. 1). Основные расчетные параметры ступени: степень повышения полного давления 1.4, максимальный КПД 0.88, скорость конца лопатки 360 м/с. Ступень выполнена с постоянным наружным диаметром и имеет относительный диаметр втулки рабочего колеса d₁=0,398. Состоит из двух лопаточных венцов: трансзвукового рабочего колеса (число лопаток Z=17, относительное удлинение 2,012) и дозвукового направляющего аппарата (число лопаток Z=32, относительное удлинение 3,175).

Описание экспериментальной установки

Ступень была испытана в составе изолированного компрессора, схема компрессора и его препарирования показана на рисунке 2. Измерение расхода воздуха выполнялось с помощью двух коллекторов, одного на входе в успокоительную камеру и другого между успокоительной камерой и входным каналом компрессора. Погрешность измерения расхода воздуха оценивается величиной ±0,5%. Полное давление за ступенью измерялось с помощью гребенок полного напора. Температура торможения за ступенью измерялась с помощью пятипоясной гребенки термопар. Погрешность измерения скорости вращения ротора компрессора не превышала ±0,2%, т.е. составляет 2 м/с (по окружной скорости «Utip»).

Рис. 1. Схема осевой ступени М-1 Рис. 2. Схема препарирования ступени.

Описание расчетной модели ступени осевого компрессора

Для выполнения расчета характеристик компрессора была создана расчетная CFD-модель на базе численного метода расчета течения, основанная на решении уравнений Навье-Стокса, осредненных по Рейнольдсу. При создании такой модели можно выделить ряд типовых этапов реализованных в NUMECA Fine/Turbo. Создание расчетной модели начинается с построения геометрической модели, которая с одной стороны является упрощенным аналогом реальной конструкции, а с другой стороны должна учитывать реальное состояние лопаточных венцов, радиальных зазоров и т.д. Следующий этап - формирование расчетной области и выбор топологии, размерности и качества расчетной сетки, которая должна обеспечивать хорошую дискретизацию пространства в областях со сложной структурой течения в компрессоре. Заключительным этапом создания модели является настройка параметров «решателя» CFD-кода, которая подразумевает обоснованный выбор модели турбулентности и внутренних параметров «решателя». В результате получается расчетная CFD-модель компрессора, которая позволяет осуществлять расчет его параметров и характеристик.

Следует также отметить ряд особенностей, принятых при построении расчетной модели ступени.

1. Радиальный зазор в рабочем колесе принят постоянным и равен 0,5 мм. Учтены галтели лопаток рабочего колеса, лопаток направляющего аппарата и входных стоек по данным из конструкторской документации.

2 Геометрическая модель лопатки рабочего колеса рассматривалась как в монтажном состоянии, так и в деформированном от воздействия центробежных и газовых сил в зависимости от частоты вращения ротора.

3. В работе рассмотрены две геометрические модели (рис. 3), без входной стойки "А" (конфигурация ступени как в двигателе) и с входной стойкой "Б" (конфигурация ступени для экспериментального компрессора).

4. При построении структурированной расчетной сетки использовалась NUMECA AutoGrid5 (рис. 3) [4]. Размерность сетки для лопатки 900 000 ячеек. Величина первой ячейки 0,005 мм (y+=1, low Re model). Количество ячеек по высоте лопатки 89 по хорде 113. Используемая топология сетки “H-O-H”.

5. Решения получены методом конечных объемов для дискретных сжимаемых уравнений RANS. Модель турбулентности Спалларта используется в качестве модели уравнения турбулентной вязкости. Ротор статор взаимодействие моделировалось двумя способами: в первом способе интерфейс между ротором и входной стойкой был “Non Reflecting 1D”, а интерфейс между ротором и статором “Full Non Matching Mixing plane”, во втором способе взаимодействие моделировалось с использованием NLH подхода [5].

6. В качестве граничных условий на входе в компрессор использовались полное давление и полная температура, соответствующая стандартным атмосферным условиям. Граничное условие на выходе расчетной модели - осредненное статическое давление значения, которого принимались в соответствии с аэродинамическими данными в рабочей точке, вблизи границы срыва и других областях, на различных частотах вращения ротора.

А. Проектная модель ступени "А"

Б. Модель ступени "Б" со стойкой (в компоновке экспериментального стенда)

Рис. 3. Расчетная модель

Результаты расчета

Расчет характеристик ступени был выполнен в широком диапазоне частот вращения ротора от n=10145 об/мин (Utip=200 м/с) до n=20899 об/мин (Utip=412 м/с). В работе рассмотрен ротор в монтажном состоянии (геометрия ротора соответствует чертежу), а также в напряженно деформированном состоянии, в котором на каждой частоте вращения геометрическая модель лопатки деформировалась под воздействием центробежных и газовых сил. Пример изменения геометрии лопатки рабочего колеса (РК) представлен на рисунке 4, геометрия ротора, соответствующая чертежу, обозначена как «cold», геометрическая модель лопатки в деформированном состоянии под воздействием центробежных и газовых сил обозначена как «hot» (n=18261об/мин (U=360 м/с). Результаты сравнения расчетных и экспериментальных данных для двух геометрических моделей рабочего колеса приведены на рисунке 5. Расчет выполнен на проектной модели ступени без стойки (модель "А"). Как видно из представленных результатов наибольшее влияние раскрутка лопатки оказывает на величину расхода воздуха. Расчетные значения расхода воздуха и степени повышения давления для раскрученного рабочего колеса близки к экспериментальным данным. Влияние на запас ГДУ незначителен. Дальнейшие результаты расчета представлены для ступени с «раскрученным» рабочим колесом. Поскольку характеристики ступени были получены на экспериментальном компрессоре со стойкой перед рабочим колесом, то в расчетную модель была включена стойка (рис. 3Б). Сравнение экспериментальной и расчетной характеристики ступени без стойки и со стойкой изображены на рисунке 6. Как видно из представленных характеристик наличие стойки оказывает незначительное влияние на параметры ступени.

Рис. 4. Деформация РК

Рис. 5. Влияние деформации РК на характеристику ступени

Рис. 6. Влияние стойки на входе в рабочее колесо на характеристику ступени

Далее рассмотрим более детально напорную ветку с окружной скоростью конца лопатки 360 м/с и проанализируем характер течения на следующих режимах работы ступени: осевой компрессор ротор

- точка максимального расхода (точка А),

- точка максимального КПД (точка В),

- точка максимальной степени повышения давления (точка С)

- точка срыва (точка D).

Расчет проведен с использованием двух подходов для моделирования ротор-статор взаимодействия: первый - осреднение на интерфейсе ротор-статор, второй - метод нелинейных гармоник (NLH). На рисунке 7 представлены напорные ветки (U=360 м/с) рассчитанные двумя подходами моделирования ротор-статор взаимодействия. Как видно из рисунка 7 расчетные напорные ветки расположены довольно близко друг к другу. Для каждой из четырех точек на напорной ветки представлены радиальные распределения степени повышения давления (рис. 8) и КПД (рис. 9), полученные расчетным и экспериментальным способом. На рисунке 10 приведена картина течения, полученная расчетным путем и показывающая распределение числа Мабс в меридиональной плоскости (рис. 10), а на рисунках 11 и 12 распределение числа М в плоскости решеток для 10, 50 и 90% высоты проточной части. Результаты расчета удовлетворительно совпадают с экспериментальными данными, как по осредненным параметрам (рис.7), так и по радиальным распределениям параметров (рис. 8, 9).

Точка А - точка с максимальным расходом воздуха и соответственно с минимальным значением повышения давления (G=19,5 кг/с р^*=1,26). Течение в меридиональной плоскости характеризуется высоким уровнем скоростей (рис. 10 точка А) и низкой степенью повышения давления и КПД в среднем и периферийном сечении (рис. 8, 9 точка А). Углы атаки в среднем и периферийном сечении маленькие, скачек уплотнения высокой интенсивности находится глубоко в межлопаточном канале (рис. 11…13 точка А).

Точка В - точка с максимальным значением КПД (G=18,5 кг/с, р^*=1,4). В этой точке происходит увеличение степени повышения давления в средних и периферийных областях и уровня КПД в ядре потока (рис. 8, 9 точка В). Скорость течения в меридиональной плоскости уменьшается (рис. 10 точка В). Углы атаки на лопатках ротора и статора увеличиваются до оптимальных значений. Скачек уплотнения перемещается в межлопаточном канале к передней кромке (рис. 11, 12 точка В).

Точка С - точка с максимальным значением степени повышения давления (G=17,4 кг/с, р*=1,43). В этой точке происходит увеличение степени повышения давления в средних и периферийных сечениях (рис. 8, 9 точка С). Скорость течения в меридиональной плоскости меняется незначительно (рис. 10 точка С). Углы атаки увеличиваются до критических значений на лопатках ротора во втулочных сечениях (рис. 13 точка С ) и в периферийных сечениях лопаток статора (рис. 11 точка С ). КПД ступени уменьшается по причине наличия отрывной области в периферии статора. Скачек уплотнения становится выбитым и перемещается вперед от передней кромки лопатки (рис. 11, 12 точка С).

Точка D - точка срыва (G=15,2 кг/с, р^*=1,41). В этой точке происходит уменьшение степени повышения давления и КПД в периферийных сечениях (рис. 8, 9 точка D) как в экспериментальных, так и в расчетных данных. Скорость течения в меридиональной плоскости меняется незначительно (рис. 10 точка D). Углы атаки увеличиваются до критических значений на лопатках ротора во втулочном и среднем сечении (рис. 12, 13 точка D) периферийном сечении лопаток статора (рис. 11 точка D). КПД ступени уменьшается по причине наличия отрывной области в статоре и роторе. Скачек уплотнения становится выбитым и перемещается вперед на значительное расстояние от передней кромки лопатки (рис. 11, 12, точка D).

Рис. 7. Напорная ветка с окружной скоростью 360 м/с характеристики ступени

Рис. 8. Распределение степени повышения давления по высоте проточной части

Рис. 9. Распределение КПД по высоте проточной части

Рис. 10. Распределение числа Ма в меридиональной плоскости

Рис. 11. Характерная картина течения в плоскости решеток для 90% высоты проточной части

Рис. 12. Характерная картина течения в плоскости решеток для 50% высоты проточной части

Рис. 13. Характерная картина течения в плоскости решеток для 10% высоты проточной части

Выводы

- Созданная расчетная CFD-модель ступени осевого компрессора на базе численного метода реализованного NUMECA Fine/Turbo описывает все геометрические особенности реальной ступени и позволяет получать расчетные характеристики ступени близкие к экспериментальным данным.

- При оценке расчетным способом расхода воздуха через ступень осевого компрессора необходимо учитывать напряженно-деформированное состояние лопатки рабочего колеса.

- Использование при моделировании ротор-статор взаимодействия NLH-метода позволяет получить наиболее достоверную картину течения в срывной области работы ступени осевого компрессора.

Литература

1. Reid, L., & Moore, R.D., Design and Overall Performance of Four Highly-Loaded, High Speed Inlet Stages for an Advanced High-Pressure Ratio Core Compressor, NASA TP 1337, (1978).

2.Cunnan, W.S., Stevens, W. and Urasek, D.C., 1978, “Design and Performance of a 427 Meter-perSecond-Tip Speed Two-Stage Fan Having a 2.40 Pressure Ratio.” NASA TP-1314.

3.Urasek, D.C., Gorrell, E.T. and Cunnan, W.S., 1979, “Performance of Two-Stage Fan Having Low-AspectRatio, First-Stage Rotor Blading,” NASA TP-1493.

4. NUMECA FINE/Turbo software theory. http://www.numeca.com/en/products/finetmturbo

5. Omid Z. Mehdizadeh, Stйphane Vilmin, Benoоt Tartinville, Charles Hirsch "Efficient Simulation Of Inlet Distortion In Engine Fan Stage Using Nonlinear Harmonic Method" Proceedings of 13th European Conference on Turbomachinery Fluid Dynamics & Thermodynamics ETC13, April 2019; Lausanne, Switzerland

References

1. Reid, L., & Moore, R.D., Design and Overall Performance of Four Highly-Loaded, High Speed Inlet Stages for an Advanced High-Pressure Ratio Core Compressor, NASA TP 1337, (1978).

2.Cunnan, W.S., Stevens, W. and Urasek, D.C., 1978, “Design and Performance of a 427 Meter-perSecond-Tip Speed Two-Stage Fan Having a 2.40 Pressure Ratio.” NASA TP-1314.

3.Urasek, D.C., Gorrell, E.T. and Cunnan, W.S., 1979, “Performance of Two-Stage Fan Having Low-AspectRatio, First-Stage Rotor Blading,” NASA TP-1493.

4. NUMECA FINE/Turbo software theory. http://www.numeca.com/ finetmturbo

5. Omid Z. Mehdizadeh, Stйphane Vilmin, Benoоt Tartinville, Charles Hirsch "Efficient Simulation Of Inlet Distortion In Engine Fan Stage Using Nonlinear Harmonic Method" Proceedings of 13th European Conference on Turbomachinery Fluid Dynamics & Thermodynamics ETC13, April 2019; Lausanne, Switzerland

Размещено на Allbest.ru